Đồ án :Cơ sở thiết kế hệ thống xích tải ppsx

Đồ án cơ sở thiết kế máy
TRƯỜNG ………………….
KHOA……………………….

Báo cáo tốt nghiệp
Đề tài:


Bản thiết kế hệ dẫn động xích tải
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
LỜI NÓI ĐẦU
Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết
kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ
bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có
công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế
lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn
học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức
chuyên môn.
Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để
ta có thể tiếp cận được với tri thức, với thực tiễn. Từ đó hoàn thiện chuyên môn.
Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy
Vũ Xuân Trường, em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động xích tải dùng
hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp. Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến
thức còn thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm. Rất mong
nhận được sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn.
Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu:
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1.
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2.
Em xin chân thành cảm ơn!

Hưng Yên, ngày 10 tháng 04 năm 2010
Sinh viên

Đặng Đức Đại
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
MỤC LỤC
II. TÀI LIỆU THAM KHẢO 5
II. Bộ truyền trong 6
I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 15
1. Chọn động cơ 15
1. Chọn động cơ 15
2. Phân phối tỉ số truyền 16
2. Phân phối tỉ số truyền 16
3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 16
3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 16
II. Bộ truyền trong 19
III. PHẦN III 28
IV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN 28
V. 3.1. Tính toán trục 28
Tính phản lực tại gối dỡ: 29
Tại B: Xét cân bằng trên mp yoz: 29
Tại E: Xét cân bằng trên mp yoz: 34
< , Vậy then đảm bảo bền cắt 44
< , Vậy then đảm bảo bền cắt 44
PHẦN IV 45
TÍNH VÀ CHỌN Ổ, KHỚP NỐI 45
4.1. Tính và chọn ổ 45
4.1.1. Tính và chọn ổ cho trục I 45

45
4.1.2. Tính và chọn ổ cho trục II 47
VI. PHẦN IV - CHỌN KHỚP NỐI 49
VII. PHẦN V: 51
VIII. BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ổ TRỤC 51
X. 4.1. Bôi trơn ăn khớp 51
XI. PHẦN VI: 52
XII. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 52
XIII. VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 52
XV. PHẦN VII: 60
XVI. XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ CHỌN KIỂU LẮP GHÉP 60
XVIII. 7.1. Xây dựng bản vẽ lắp 60
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
II. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 61
TÀI LIỆU THAM KHẢO 63
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
I.
II. TÀI LIỆU THAM KHẢO
1, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T1.
2, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T2.
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
II. Bộ truyền trong
2.1. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,
có σ
b1
= 850 MPa, σ
ch1
= 580MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 ,
có σ
b2
= 850 MPa, σ
ch2
= 580MPa
2.2. Phân phối tỉ số truyền: u
br
= 3,4
2.3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350
o
Hlim
2HB 70s = +
S
H
= 1,1
o
Flim
1,8HBs =
S
F
= 1,75
Trong đó

o
Hlim
s
và
o
Flim
s
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở
S
H
, S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
= 275; độ rắn bánh răng lớn HB
2
= 260
o
Hlim1 1
2HB 70 2.275 70 620MPas = + = + =

o
Flim1
1,8 . 275 495MPas = =
o
Hlim 2 2
2HB 70 2.260 70 590MPas = + = + =

o
Flim2
1,8 . 260 468MPas = =
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
HO
=
2,4
HB
H30
(CT 6.5 – 93) [I]
=> N
HO1
=
2,4 2,4 7
HB1
30 H 30.275 2,15.10= =
=> N
HO2
=
2,4 2,4 7
HB2
30 H 30.260 1,88.10= =
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
=
ii
i
tn

T
T
c 60
3
max
∑








( CT 6.7 – 93) [I]
=> N
HE1
= 60.1.354,62.24000.( 1
3
.
7
2
+ 0,8
3
.
7
3
+0,3
3
.

7
2
)
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
= 26 . 10
7
> N
HO1
. Do đó hệ số tuổi thọ K
HL1
= 1
=> N
HE2
= 60.1.104,3. 24000.( 1
3
.
7
2
+ 0,8
3
.
7
3
+0,3
3
.
7
2

)
= 7,7.10
7
> N
HO2
=> K
HL2
= 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ
H
] =
HLxHVR
H
H
KKZZ
S

lim








°
σ
(CT 6.1 – 91) [I]
Trong đó: Z

R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Z
v
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
=> [σ
H
]
1
=
620
.1 563,6
1,1
=
MPa
[σ
H
]
2
=

590
.1 536,4
1,1
=
MPa
Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σ
H
] = [σ
H
]
2
= 536,4 MPa
Theo ( CT 6.8 – 93) [I] N
FE
=
ii
m
i
tn
T
T
c
F
60
max
∑









N
FE1
= 60.1.354,62. 24000.( 1
6
.
7
2
+ 0,8
6
.
7
3
+0,3
6
.
7
2
) = 20,3. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
Do đó K
FL1

= 1
N
FE2
= 60.1.104,3. 24000.( 1
6
.
7
2
+ 0,8
6
.
7
3
+0,3
6
.
7
2
) = 5,98. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
=> K
FL2
= 1
Theo ( CT 6.2 – 92) [I]
[ ]

FLFCxFSR
F
F
F
KKKYY
S

lim








°
=
σ
σ
Với K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1
Y
R
: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S

: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
=> [σ
F
]
1
=
495.1.1
283
1,75
=
MPa
=> [σ
F
]
2
=
468.1.1

267
1,75
=
MPa
Ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
= 2,8. σ
ch2
= 2,8. 580 = 1624 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8. σ
ch1
= 0,8. 580 = 464 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8. σ
ch2
= 0,8. 580 = 464 MPa
2.4. Tính toán bộ truyền bánh răng
a. Xác định chiều dài côn ngoài:
( )
[ ]

3
2
1
2
1
.
.1.
Hbebe
H
RE
uKK
KT
uKR
σ
β
−
+=
(CT 6.52a – 112) [I]
Với K
R
= 0,5 K
d
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép K
d
= 100 MPa
1/3
K
be
: hệ số chiều rộng vành răng K

be
= 0,25…0,3. Chọn K
be
= 0,25
K
Hβ
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với

=>
48,0
25,02
4,3.25,0
2
.
=
−
=
−
be
be
K
uK
Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được: K
Hβ
= 1,08
K
Fβ
= 1,1 5
T

1
: Momen trên trục 1. T
1
= 90486 N.mm
3
2
2
4,536.4,3.25,0).25,01(
08,1.90486
.14,3.50
−
+=
E
R
=170,28 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp
Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động:
09,96
14,3
28,170.2
1
2
22
1
=
+
=
+
=
u

R
d
E
e
(mm)
Tra bảng 6.22 – 114 [I] được z
1p
= 19
Với HB < 350 z
1
= 1,6. z
1p
= 1,6.19 = 30,4 răng
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
Chọn z
1
= 31 răng.
Đường kính trung bình và môđun trung bình:
Theo CT 6.54 – 114 [I]:
d
m1
= (1 – 0,5K
be
) d
e1
= (1 - 0,5. 0,25).96,09 = 84,07 (mm)
Theo CT 6.55 – 114 [I]: m
tm

=
31
07,84
1
1
=
z
d
m
= 2,71 (mm)
Mô đun vòng ngoài theo CT 6.56 – 115 [I]
m
te
=
09,3
25,0.5,01
71,2
.5,01
=
−
=
−
be
tm
K
m
mm
Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn m
te
= 3mm . Do đó:

m
tm
= m
te
. (1 - 0,5K
be
) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm
02,32
625,2
07,84
1
1
===
tm
m
m
d
z
. Lấy z
1
= 32 răng
=> z
2
= u
1
.z
1
= 32 .3,4 =108,8 Lấy z
2
= 109 răng

Tính lại tỉ số truyền: u
m
=
4,3
32
109
1
2
==
z
z
Góc côn chia
δ
1
=
36,16
109
32
2
1
== arctg
z
z
arctg
= 16
0
21’39’’
δ
2
= 90

0
– δ
1
= 90
0
–16
0
21’39’’ = 73
0
38’21”
Theo bảng 6.20 – 112 [I], với z
1
= 32, chọn hệ số dịch chỉnh đều
x
1
= 0,31 x
2
= - 0,31
Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
d
m1
= z
1
. m
tm
= 32 .2,625 = 84 (mm)
Chiều dài côn ngoài :
R
e
= 0,5 m

te
2 2
1 2
z z+
= 0,5 . 3.
22
10932 +
= 170,40 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
[σ
H
] =
2
1 H 1
M H
2
m1
2T .K . u 1
0,85.bd u
Z Z Z
e
+
Trong đó: Z
M
:

Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp
Tra bảng 6.5 – 96 [I] Z
M
= 274 MPa
1/3
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Với x
1
+ x
2
= 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được Z
H
= 1,76
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với bánh côn răng thẳng
Theo CT 6.59a – 115 [I] : Z
ε
=
4
3
a
e-
a
e
: hệ số trùng khớp ngang
Theo CT 6.38b – 105 [I]

a
e
= [1,88 – 3,2.








+
21
11
zz
]cosβ
m
= [1,88 – 3,2.






+
109
1
32
1

].1 = 1,75
=> Z
ε
=
3
75,14 −
= 0,866
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo CT 6.39 – 106 [I] K
H
= K
Hβ
. K
Hα
. K
Hv
β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng. Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : K
Hβ
= 1,14
K
Hα
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp. Với bánh răng côn thẳng K
Hα

= 1
K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
=
m1
1 H H
bd
1
2T K K
H
v
b a
+
Trong đó v
H
=
u
ud
vg
m
H
)1.(

1
0
+
δ

(CT 6.64 – 116) [I]
Với v =
55,1
60000
62,354.84.14,3
60000

11
==
nd
m
π
(m/s)
Theo bảng 6.13 – 106 [I] với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,55 (m/s)
≈
1,5 (m/s)
=> chọn cấp chính xác 9.
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
σ
H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Theo bảng 6.15 – 107 [I] chọn σ
H
= 0,006
g
o
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2
Theo bảng 6.16 – 107 [I] chọn g

o
= 73
=> v
H
=
07,7
4,3
)4,31.(84
.55,1.73.006,0 =
+
(m/s)
K
Hv
: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ
HH1
1mH
KKT.2
bd.v
Trong đó b: chiều rộng vành răng
b = K
be
. R
e
= 0,25. 170,4 = 42,6 mm
=> K
Hv

=
12,1
1.14,1.90486.2
84.6,42.07,7
1 =+
=> K
H
= 1,14 . 1. 1,12 = 1,56
Thay các giá trị vừa tính vào ta được:

7,448
4,3.84.6,42.85,0
14,3.56,1.90486.2
.866,0.76,1.274
2
2
=
+
=
H
σ
MPa
[σ’
H
] =
xHvRH
KZZ
σ
Với [σ’
H

] là độ bền tiếp xúc cho phép
Với R
a
= 2,5…1,25 μm => Z
R
= 0,95
d
a
< 700 mm => K
xH
= 1
v < 5 m/s => Z
v
= 1
=> [σ’
H
] = 536,4.0,95.1.1 = 509,58 MPa
[ ]
58,509'7,448 =<=⇒
HH
σσ
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc;
Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn:
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
[σ’
F

] =
1
1βε1
85,0
2
mtm
FF
dmb
YYYKT
(CT 6.65 – 116) [I]
Trong đó K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

β α
. .
F F F Fv
K K K K=

Với
βF
K
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng
βF
K
= 1,29 (tra ở trên)
α
F
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng
α
F
K
= 1,37

Fv
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Fv
= 1 +
αβ1
1
2
ν
FF
mF
KKT
db
Với
1
0
( 1)
ν δ . .
m
F F
d u
g v
u

+
=
(CT 6.64 – 116) [I]
δ
F
: tra bảng 6.15 – 107 [I] δ
F
= 0,016
g
o
: tra bảng 6.16 – 107 [I] g
o
= 73
=> v
F
= 0,016 . 73 .1,55 .
)/(87,18
4,3
)14,3.(84
sm=
+
K
Fv
= 1 +
21,1
37,1.29,1.90486.2
84.6,42.87,18
=
Do đó K
F

= 1,29. 1,37. 1,21 = 2,13
Y
b
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
Y
b
= 1
Y
F1
, Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Số răng tương đương
z
v1
=
35,33
9595,0
32
''39'2116cos
32
cos
1
1
==
°
=
δ
z

z
v2
=
07,387
2816,0
109
''21'3873cos
109
cos
1
1
==
°
=
δ
z

x
1
= 0,31 x
2
= - 0,31
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
=> Tra bảng 6.18 – 109 [I] được Y
F1
= 3,80 Y
F2
= 3,60

ε
α
= 1,76 => Y
ε
=
1 1
0,568
1,76
a
e
= =
Thay các giá trị vừa tính được:
20,104
84.625,2.6,42.85,0
8,3.1.568,0.13,2.90486.2
1
==
F
σ
MPa <[σ
F1
]
max
71,98
8,3
6,3.2,104
2
==
F
σ

MPa < [σ
F2
]
max
Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép theo (6.48 – 110) [I]
5314,1.7,448.
max
===
qtHH
K
σσ
MPa <
[ ]
=
max
H
σ
1624 MPa
Với K
qt
: hệ số quá tải K
qt
=
4,1
4,1
max
==
T

T
T
T
[ ]
MPaK
FqtFF
46488,1454,1.2,104.
max
11max1
=<===
σσσ
[ ]
MPaK
FqtFF
46419,1384,1.71,98.
max
12max2
=<===
σσσ
2.5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài R
e
= 170,40 mm
Mo đun vòng ngoài m
te
= 3 mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 45 mm
Tỉ số truyền u

m
= 3,4
Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng bánh răng z
1
= 32 z
2
= 109
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
= 0,31 x
2
= - 0,31
Theo các công thức trong
bảng 6.19 – 111 [I]
Đường kính chia ngoài d
e1
= m
te
. z
1
= 3 . 32 = 96 mm
d
e2
= m
te
. z
2
= 3 . 109 = 327 mm
Góc côn chia: δ

1
= 16
0
21’39’’ δ
2
= 73
0
38’21”
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= (h
te
+ x
n1
.cosβ
m
).m
te
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy

β
m
: góc nghiêng của răng. β
m
= 0
h
te
= cosβ

m
= cos 0 = 1
x
n1
= x
1
= 0,31
=> h
ae1
= (1 + 0,31.1).3 = 3,93 (mm)
h
ae2
= 2. h
te
.m
te
– h
ae1

= 2.1.3 – 3,93 = 2,07 (mm)
Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
= h
e
– h
ae1

Với h
e
: chiều cao răng ngoài

h
e
= 2.h
te
. m
te
+ c với c = 0,2 m
te
=> h
e
= 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6 (mm)
=> h
fe1
= 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm)
h
fe2
= h
e
– h
ae2
= 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm)
Đường kính đỉnh răng ngoài: d
ae1
= d
e1
+ 2.h
ae1
. cos δ
1
= 96 – 2. 3,93. 0,9595 = 88,45 (mm)

d
ae2
= d
e2
+ 2.h
ae2
. cos δ
2
=
327 – 2. 2,07. 0,2816 = 325,83 (mm)
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1. Chọn động cơ
 Công suất
Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: P
đc
> P
ct
với
P
tđ
=

P
ct
=
η
t

P
= P
lv
η
β
Ta có: P
lv
=
1000
Fv
6,3
1000
4,0.9000
==
(kW) (CT 2.11- 20) [1]
77,0
7
2
.3,0
7
3
.8,0
7
2
.1
3600.7
2
.4,1
2222
2

1
=+++=








=
∑
∑
i
i
t
P
P
β
Từ công thức 2.9 – 19 [1] ta có:
otxolbrđK
ηηηηηηη
2
=
Theo bảng 2.3 - 19 [1] ta có:
99,0=
ol
η
97,0=
br

η
99,0=
ot
η
95,0=
đ
η
93,0=
x
η
Với
đbrxotol
ηηηηη
,,,,
lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp
bánh răng, đai.Hiệu suất nối trục di động
99,0=
K
η
Vậy η = 0,99 . 0,95 . 0,99.0,99
2
. 0,93 . 0,99 = 0,82.
Do đó:
P
ct
=
37,3
82,0
77,0.6,3
=

(kW).
 Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện
Theo công thức 2.17 - 21 [1]. Số vòng quay của xích tải:
n
lv
=
35,21
8,50.23
60000
.
60000
==
tz
(vòng/phút)
Theo công thức 2.15 -21 [1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là:
u
sb=
u
sbhộp
.

u
sbxích
=

u
sbbánh răng
.

u

sbtrụcvít
.

u
sbxích
Từ bảng 2.4 -21 [1] chọn
u
sbbánh răng
= 3,4
u
sbđai
= 4
u
sbxích
= 2
⇒
u
sb
= 3,4.4.2 = 27,2
Theo CT 2.18 - 21 [1] số vòng quay sơ bộ động cơ là:
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
n
sb
= u
sb
. n
ct
= 27,2.51,35 = 1396,72 (vòng/phút)

Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là n
đb
= 1420 (vòng/phút)
Từ bảng P1.3 – 236 [1] với P
ct
= 3,37 kW, n
đb
= 1420 (vòng/phút)
Ta chọn động cơ có ký hiệu 4A100L4Y3 có
P
đc
= 4,0 kW, n
đc
= 1420 vòng/phút,
%84=
η
,cos
ϕ
= 0,84 mm
4,12,2 =>=
T
T
T
T
mm
dn
k
2. Phân phối tỉ số truyền
 Tỉ số truyền chung
Ta có công thức tính tỉ số truyền chung:

u
t
=
lv
đc
n
n
=
== 65,27
35,51
1420
u
hộp
. u
ngoài

chọn sơ bộ u
đ
= 4, u
4,3=
br
⇒
u
xích
=
lv
t
n
u
=

03,2
4.3.4
65,27
=
Kiểm nghiệm:
%5,1
2
203,2
=
−
=∆
x
u
( Thỏa mãn )
 Phân phối tỉ số truyền
Vậy ta có:
4=
đ
u
,
4,3=
br
u

2=
x
u
3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục
Kí hiệu:
Trục 1 là trục nối bánh răng - đĩa xích nhỏ

Trục 2 là trục nối đĩa xích lớn - xích tải
Ta có:
a. Công suất:
)(95,26,3.82,0. KWPPP
lvtđt
====
β
)(2,3
93,0.99,0
95,2
.
2
KW
P
P
xot
t
===
ηη
(kW)
36,3
97,0.99,0
2,3
.
22
2
1
===
br
ol

P
P
ηη
(kW)
57,3
95,0.9,0
36,3
.
1
===
đk
đc
P
P
ηη
(kW)
b. Số vòng quay:
n
2
=
lvx
nu .
= 2,03.51,35 = 104,24 (vòng/phút)
n
1
=
2
.nu
br
= 3,4.104,24 = 354,41 (vòng/phút)

n
đc
1
.nu
đ
=
= 4.354,41 = 1417,64 (vòng/phút)
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
c. Momen các trục:
Áp dụng công thức:
i
i
i
n
P
T .10.55,9
6
=
90486
62,354
36,3.10.55,9
.10.55,9
6
1
1
6
1
≈==

n
P
T
(N.mm)
293000
3,104
2.3.10.55,9
.10.55,9
6
2
2
6
2
≈==
n
P
T
(N.mm)
24043
1418
57,3.10.55,9
.10.55,9
6
'
6
≈==
đc
đc
lv
n

P
T
(N.mm)
626748
35,51
37,3.10.55,9
.10.55,9
6
6
≈==
ct
ct
ct
n
P
T
(N.mm)
Ta có bảng sau:
Trục

Thông số
Động cơ I

II Công tác
Công suất P
(KW)

3,57

3,36

3,20

3,0
Tỉ số truyền u 4 3,4 2,03
Số vòng quay
n (Vòng/phút)
1418 354,41 104,3 51,35
Momen xoắn
T(N.mm)
24043 90486 293000 626748
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
I, Bộ truyền ngoài
1, Truyền động đai
Ta có: Công suất trên bánh đai nhỏ:
)(62,3 KWP
đc
=
Số vòng quay trên bánh đai nhỏ:
)(1397 KWn
đc
=
Dựa vào hình 4.1-59 [1], ta chọn loại đai thường tiết diện loại A
Tính toán thông số đai loại A:
- Đường kính bánh đai nhỏ :
)(200100
1

mmd −=
. Chọn
)(140
1
mmd =
- Vận tốc đai:
)/(24,10
60000
1397.140.
60000

11
sm
nd
v ===
π
π
< V
)/(25 sm
mã
=
- Đường kính bánh đai lớn:
)1.(.
12
ε
−= udd
CT 4.2 – 53 [1]
Trong đó: Hệ số trượt :
01,0=
ε

Tỉ số truyền: u = 4
)1.(.
12
ε
−= udd
=140.4.(1-0,01) = 554,4(mm)
Chọn
)(560
2
mmd =
theo tieu chuẩn
Tỉ số truyền:
04,4
)01,01.(140
560
01.(
.1
2
=
−
=
−
=
ε
d
d
u
đ
Sai số:
%3%99,0%100.

04,4
404,4
<=
−
=∆
đ
u
( thỏa mãn)
- Khoảng cách trục a : Theo bảng 4.14 – 60 [1]
)(532560.95,0.95,095,004,4
2
2
mmda
d
a
u
đ
===⇒=⇒=
Điều kiện của a:
) (2).(55,0
2121
ddadd +≤≤+
(4.14 – 60)[1]
).560140.(2)560140.(55,0 +<<+⇒ a
385<532<1400
- Chiều dài l: Theo CT 4.4 – 54 [1]

( ) ( )
a
dddd

al
42
.
.2
2
1221
−
+
+
+=
π
( ) ( )
)(45,2246
532.4
140560
2
560140.
532.2
2
mml =
−
+
+
+=
π
Chọn theo tiêu chuẩn l = 2240 (mm)
Tính lại khoảng cách a: CT 4.6 – 54 [1]
(
)
22

8
4
1
∆−+=
λλ
a
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
II. Bộ truyền trong
2.1. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,
có σ
b1
= 850 MPa, σ
ch1
= 580MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 ,
có σ
b2
= 850 MPa, σ
ch2
= 580MPa
2.2. Phân phối tỉ số truyền: u
br
= 3,4
2.3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350
o

Hlim
2HB 70s = +
S
H
= 1,1
o
Flim
1,8HBs =
S
F
= 1,75
Trong đó
o
Hlim
s
và
o
Flim
s
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở
S
H
, S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
= 275; độ rắn bánh răng lớn HB
2

= 260
o
Hlim1 1
2HB 70 2.275 70 620MPas = + = + =

o
Flim1
1,8 . 275 495MPas = =
o
Hlim 2 2
2HB 70 2.260 70 590MPas = + = + =

o
Flim2
1,8 . 260 468MPas = =
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
HO
=
2,4
HB
H30
(CT 6.5 – 93) [I]
=> N
HO1
=
2,4 2,4 7
HB1
30 H 30.275 2,15.10= =
=> N

HO2
=
2,4 2,4 7
HB2
30 H 30.260 1,88.10= =
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
=
ii
i
tn
T
T
c 60
3
max
∑








( CT 6.7 – 93) [I]
=> N
HE1
= 60.1.354,62.24000.( 1

3
.
7
2
+ 0,8
3
.
7
3
+0,3
3
.
7
2
)
= 26 . 10
7
> N
HO1
. Do đó hệ số tuổi thọ K
HL1
= 1
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
=> N
HE2
= 60.1.104,3. 24000.( 1
3
.

7
2
+ 0,8
3
.
7
3
+0,3
3
.
7
2
)
= 7,7.10
7
> N
HO2
=> K
HL2
= 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ
H
] =
HLxHVR
H
H
KKZZ
S

lim









°
σ
(CT 6.1 – 91) [I]
Trong đó: Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Z
v
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
=> [σ
H
]

1
=
620
.1 563,6
1,1
=
MPa
[σ
H
]
2
=
590
.1 536,4
1,1
=
MPa
Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σ
H
] = [σ
H
]
2
= 536,4 MPa
Theo ( CT 6.8 – 93) [I] N
FE
=
ii
m
i

tn
T
T
c
F
60
max
∑








N
FE1
= 60.1.354,62. 24000.( 1
6
.
7
2
+ 0,8
6
.
7
3
+0,3
6

.
7
2
) = 20,3. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
Do đó K
FL1
= 1
N
FE2
= 60.1.104,3. 24000.( 1
6
.
7
2
+ 0,8
6
.
7
3
+0,3
6
.
7
2

) = 5,98. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
=> K
FL2
= 1
Theo ( CT 6.2 – 92) [I]
[ ]
FLFCxFSR
F
F
F
KKKYY
S

lim








°
=

σ
σ
Với K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1
Y
R
: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
=> [σ
F
]
1
=
495.1.1
283

1,75
=
MPa
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
=> [σ
F
]
2
=
468.1.1
267
1,75
=
MPa
Ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
= 2,8. σ
ch2
= 2,8. 580 = 1624 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8. σ
ch1

= 0,8. 580 = 464 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8. σ
ch2
= 0,8. 580 = 464 MPa
2.4. Tính toán bộ truyền bánh răng
a. Xác định chiều dài côn ngoài:
( )
[ ]
3
2
1
2
1
.
.1.
Hbebe
H
RE
uKK
KT
uKR
σ
β
−
+=
(CT 6.52a – 112) [I]

Với K
R
= 0,5 K
d
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép K
d
= 100 MPa
1/3
K
be
: hệ số chiều rộng vành răng K
be
= 0,25…0,3. Chọn K
be
= 0,25
K
Hβ
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với

=>
48,0
25,02
4,3.25,0
2
.
=
−
=

−
be
be
K
uK
Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được: K
Hβ
= 1,08
K
Fβ
= 1,1 5
T
1
: Momen trên trục 1. T
1
= 90486 N.mm
3
2
2
4,536.4,3.25,0).25,01(
08,1.90486
.14,3.50
−
+=
E
R
=170,28 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp
Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động:
09,96

14,3
28,170.2
1
2
22
1
=
+
=
+
=
u
R
d
E
e
(mm)
Tra bảng 6.22 – 114 [I] được z
1p
= 19
Với HB < 350 z
1
= 1,6. z
1p
= 1,6.19 = 30,4 răng
Chọn z
1
= 31 răng.
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2

Đồ án cơ sở thiết kế máy
Đường kính trung bình và môđun trung bình:
Theo CT 6.54 – 114 [I]:
d
m1
= (1 – 0,5K
be
) d
e1
= (1 - 0,5. 0,25).96,09 = 84,07 (mm)
Theo CT 6.55 – 114 [I]: m
tm
=
31
07,84
1
1
=
z
d
m
= 2,71 (mm)
Mô đun vòng ngoài theo CT 6.56 – 115 [I]
m
te
=
09,3
25,0.5,01
71,2
.5,01

=
−
=
−
be
tm
K
m
mm
Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn m
te
= 3mm . Do đó:
m
tm
= m
te
. (1 - 0,5K
be
) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm
02,32
625,2
07,84
1
1
===
tm
m
m
d
z

. Lấy z
1
= 32 răng
=> z
2
= u
1
.z
1
= 32 .3,4 =108,8 Lấy z
2
= 109 răng
Tính lại tỉ số truyền: u
m
=
4,3
32
109
1
2
==
z
z
Góc côn chia
δ
1
=
36,16
109
32

2
1
== arctg
z
z
arctg
= 16
0
21’39’’
δ
2
= 90
0
– δ
1
= 90
0
–16
0
21’39’’ = 73
0
38’21”
Theo bảng 6.20 – 112 [I], với z
1
= 32, chọn hệ số dịch chỉnh đều
x
1
= 0,31 x
2
= - 0,31

Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
d
m1
= z
1
. m
tm
= 32 .2,625 = 84 (mm)
Chiều dài côn ngoài :
R
e
= 0,5 m
te
2 2
1 2
z z+
= 0,5 . 3.
22
10932 +
= 170,40 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc
[σ
H
] =
2
1 H 1
M H
2
m1

2T .K . u 1
0,85.bd u
Z Z Z
e
+
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
Trong đó: Z
M
:

Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp
Tra bảng 6.5 – 96 [I] Z
M
= 274 MPa
1/3
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Với x
1
+ x
2
= 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được Z
H
= 1,76
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Với bánh côn răng thẳng
Theo CT 6.59a – 115 [I] : Z
ε
=
4
3
a
e-
a
e
: hệ số trùng khớp ngang
Theo CT 6.38b – 105 [I]

a
e
= [1,88 – 3,2.








+
21
11
zz
]cosβ
m

= [1,88 – 3,2.






+
109
1
32
1
].1 = 1,75
=> Z
ε
=
3
75,14 −
= 0,866
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo CT 6.39 – 106 [I] K
H
= K
Hβ
. K
Hα
. K
Hv

β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng. Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : K
Hβ
= 1,14
K
Hα
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp. Với bánh răng côn thẳng K
Hα
= 1
K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
=
m1
1 H H
bd
1
2T K K
H
v
b a
+
Trong đó v
H

=
u
ud
vg
m
H
)1.(

1
0
+
δ
(CT 6.64 – 116) [I]
Với v =
55,1
60000
62,354.84.14,3
60000

11
==
nd
m
π
(m/s)
Theo bảng 6.13 – 106 [I] với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,55 (m/s)
≈
1,5 (m/s)
=> chọn cấp chính xác 9.
σ

H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Theo bảng 6.15 – 107 [I] chọn σ
H
= 0,006
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
g
o
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2
Theo bảng 6.16 – 107 [I] chọn g
o
= 73
=> v
H
=
07,7
4,3
)4,31.(84
.55,1.73.006,0 =
+
(m/s)
K
Hv
: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ

HH1
1mH
KKT.2
bd.v
Trong đó b: chiều rộng vành răng
b = K
be
. R
e
= 0,25. 170,4 = 42,6 mm
=> K
Hv
=
12,1
1.14,1.90486.2
84.6,42.07,7
1 =+
=> K
H
= 1,14 . 1. 1,12 = 1,56
Thay các giá trị vừa tính vào ta được:

7,448
4,3.84.6,42.85,0
14,3.56,1.90486.2
.866,0.76,1.274
2
2
=
+

=
H
σ
MPa
[σ’
H
] =
xHvRH
KZZ
σ
Với [σ’
H
] là độ bền tiếp xúc cho phép
Với R
a
= 2,5…1,25 μm => Z
R
= 0,95
d
a
< 700 mm => K
xH
= 1
v < 5 m/s => Z
v
= 1
=> [σ’
H
] = 536,4.0,95.1.1 = 509,58 MPa
[ ]

58,509'7,448 =<=⇒
HH
σσ
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc;
Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn:
[σ’
F
] =
1
1βε1
85,0
2
mtm
FF
dmb
YYYKT
(CT 6.65 – 116) [I]
Trong đó K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy

β α
. .
F F F Fv
K K K K=

Với
βF
K
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng
βF
K
= 1,29 (tra ở trên)
α
F
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng
α
F
K
= 1,37

Fv
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Fv
= 1 +
αβ1
1
2
ν
FF
mF

KKT
db
Với
1
0
( 1)
ν δ . .
m
F F
d u
g v
u
+
=
(CT 6.64 – 116) [I]
δ
F
: tra bảng 6.15 – 107 [I] δ
F
= 0,016
g
o
: tra bảng 6.16 – 107 [I] g
o
= 73
=> v
F
= 0,016 . 73 .1,55 .
)/(87,18
4,3

)14,3.(84
sm=
+
K
Fv
= 1 +
21,1
37,1.29,1.90486.2
84.6,42.87,18
=
Do đó K
F
= 1,29. 1,37. 1,21 = 2,13
Y
b
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
Y
b
= 1
Y
F1
, Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Số răng tương đương
z
v1
=
35,33

9595,0
32
''39'2116cos
32
cos
1
1
==
°
=
δ
z
z
v2
=
07,387
2816,0
109
''21'3873cos
109
cos
1
1
==
°
=
δ
z

x

1
= 0,31 x
2
= - 0,31
=> Tra bảng 6.18 – 109 [I] được Y
F1
= 3,80 Y
F2
= 3,60
ε
α
= 1,76 => Y
ε
=
1 1
0,568
1,76
a
e
= =
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2